．设计．计算．研究． 某商用车驾驶室全浮式悬置系统开发 叶福恒 许 可 张延平 单 勇 （中国第一汽车集团公司技术中心） 【摘要】论述了某商用车驾驶室全浮式悬置系统结构设计及主要参数控制要点．提出了ＤＭＵ运动分析校核、基 于ＥＸＣＥＬ的参数初始设计等设计手段，并运用有限元分析、动力学模拟等分析手段进行了优化．使该车较好的满足 了可靠性和驾驶室振动舒适性要求，避免了后期大量的设计改进二ｒ作．从而缩短了产品开发周期并降低了产品研发 成本。 主题词：商用车全浮式悬置结构设计参数优化 中图分类号：Ｕ４６３．３３文献标识码：Ａ文章编号：１０００—３７０３（２０１０）０６—００３３—０７ Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ ｏｆ Ｆｕｌｌ・－－ｆｌｏａｔｉｎｇ Ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ Ｓｙｓｔｅｍ ｆｏｒ ａ Ｃｏｍｍｅｒｃｉａｌ Ｖｃｈｉｃｌｅ Ｃａｂ ． Ｙｅ Ｆｕｈｅｎｇ，Ｘｕ Ｋｅ，Ｚｈａｎｇ Ｙａｎｐｉｎｇ，Ｓｈａｈ Ｙｏｎｇ （Ｃｈｉｎａ ＦＡＷ Ｇｒｏｕｐ Ｃｏｒｐｏｒａｔｉｏｎ Ｒ＆Ｄ Ｃｅｎｔｅｒ） 【Ａｂｓｔｒａｃｔ］Ｔｈｉｓ ｐａｐｅｒ ｉｎｔｒｏｄｕｃｅｓ ｋｅｙ ｐｏｉｎｔｓ ｏｆ ｓｔｒｕｃｔｕｒａｌ ｄｅｓｉｇｎ ａｎｄ ｍａｉｎ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｃｏｎｔｒｏｌ ｏｆ ｆｕｌｌ—ｆｌｏａｔｉｎｇ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ ｓｙｓｔｅｍ ｏｆ ａ ｃｏｍｍｅｒｃｉａｌ ｖｅｈｉｃｌｅ ｃａｂ，ｐｒｏｐｏｓｅｓ ＤＭＵ ｍｏｔｉｏｎ ａｎａｌｙｓｉｓ ｃｈｅｃｋ，ｄｅｓｉｇｎ ｍｅｔｈｏｄ，ｅ．ｇ．ｉｎｉｔｉａｌ ｐａｒａｍｅｔｅｒ ｄｅｓｉｇｎ ｂａｓｅｄ ｏｎ ＥＸＣＥＬ，ａｎｄ ｐｅｒｆｏｒｍｓ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｗｉｔｈ ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ａｎａｌｙｓｉｓ，ｄｙｎａｍｉｃ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ，ｅｔｃ．，ｗｈｉｃｈ ｓａｔｉｓｆｙ ｔｈｅ ｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔ ｏｆ ｒｅｌｉａｂｉｌｉｔｙ ａｎｄ ｃａｂ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｃｏｍｆｏｒｔ，ａｖｏｉｄｉｎｇ ｌａｒｇｅ ａｍｏｕｎｔ ｏｆ ｄｅｓｉｇｎ ｍｏｄｉｉｆｃａｔｉｏｎ ｉｎ ｔｈｅ ｌａｔｅｒ ｄｅｓｉｇｎ ｓｔａｇｅ，ｔｈｕｓ ｓｈｏｒｔｅｎｉｎｇ ｐｒｏｄｕｃｔ ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ ｃｙｃｌｅ ａｎｄ ｃｕｔｔｉｎｇ ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ ｃｏｓｔ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：Ｃｏｍｍｅｒｃｉａｌ ｖｅｈｉｃｌｅ，Ｆｕｌｌ－ｆｌｏａｔｉｎｇ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ，Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｄｅｓｉｇｎ，Ｐａｒａｍｅｔｅｒ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ‘ １前言 全浮式悬置系统通过适当增大驾驶室在车辆垂 直方向的上、下运动行程。使悬置弹簧和减振器得以 充分缓冲并衰减车架上端传来的振动 目前．国外 如奔驰、斯堪尼亚、曼公司等６０％以上中重型货车均 采用驾驶室全浮式悬置 ２０００年以前．国内生产的 的标准配置 在驾驶室悬置设计方面．武汉理工大学在２００６ 年运用ＡＤＡＭＳ软件中的试验设计技术对某型商用 车驾驶室悬置进行了优化改进．取得了比较好的效 果［１ｌ。２００８年．由于出Ｅｌ俄罗斯的需要，中国第一汽 车集团公司把驾驶室碰撞模拟仿真技术引人到驾驶 室悬置改进中．通过分析改进及碰撞模拟试验等手 段使最终生产车型完全满足欧洲相关法规要求 但 是．上述所采取的措施都只停留在样车试制完成以 后的改进中．缺少在设计之初就采取行之有效的措 中重型货车普遍采用橡胶悬置．但是近几年驾驶室 全浮式悬置在中重型货车上的使用也逐渐增多 经 过近ｌ０年的发展．全浮式悬置已经成为中重型货车 的产品特征之一。并逐渐取代橡胶悬置成为商用车 Ｃｒｉｔｅｒｉａ ｆｏｒ Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ Ｅｘｈａｕｓｔ Ｓｙｓｔｅｍ．ＳＡＥ Ｐａｐｅｒ，２００３～ Ｈａｎｇｅｒ Ｌｏｃａｔｉｏｎ Ｖａｒｉａｔｉｏｎ．Ｉｎｔｅｒ—ｎｏｉｓｅ ２００２，Ｄｅａ￣ｏｍ， Ｍｉｃｈｉｇａｎ，ＵＳＡ，Ａｕｇｕｓｔ １９～２１，２００２． ０１－０２２１． ３庞剑．谌刚．何华．汽车噪声与振动一理论与应用．北京：北 京理工大学出版社．２００６． ６ Ｐｅｔｙｔ Ｍ．Ｉｎｔｒｏｄｕｃｔｉｏｎ ｔｏ Ｆｉｎｉｔｅ Ｅｌｅｍｅｎｔ Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ Ａｎ￣ｙｓｉｓ． Ｃａｍｂｒｉｄｇｅ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ Ｐｒｅｓｓ，１９９８． ４ Ｐａｎｇ Ｊ，Ｑｕｔａ Ｍ．Ｅｘｈａｕｓｔ Ｓｙｓｔｅｍ Ｒｏｂｕｓｔｎｅｓｓ Ａｎａｌｙｓｉｓ Ｄｕｅ ｔｏ Ｆｌｅｘ Ｄｅｃｏｕｐｌｅｒ Ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ Ｖａｒｉａｔｉｏｎ．ＳＡＥ Ｐａｐｅｒ，２００３一Ｏ１～ １６４９． ７徐兆坤．四缸内燃机振动分析及其对策．噪声与振动控制． ２００７（１２）． （责任编辑修改稿收到日期为２０１０年４月１７日 学林） ５ Ｐａｎｇ Ｊ，Ｑａｔｕ Ｍ，Ｒｅｂａｎｄｔ Ｒ．Ｒｏｂｕｓｔｎｅｓｓ Ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ Ｅｘｈａｕｓｔ ２０１０年第６期 ３３— ．设计．计算．研究． 行驾驶室翻转校核等功能性分析．从而验证全浮式 施对悬置性能进行预测优化 另外，在设计过程中， 对全浮式悬置结构细节的充分分析和详细设计同样 影响着悬置隔振性能的发挥 本文通过对某商用车 驾驶室全浮式悬置的开发．总结出一套合理的结构 开发思路．为今后的悬置开发提供设计参考 、 悬置铰接机构设计的合理性．同时对驾驶室翻转过 程及转弯、制动等工况下驾驶室与底盘部件的间隙 进行预测．检查驾驶室在这些运动过程中是否存在 与底盘部件的干涉现象 ３．１．２．１ 驾驶室翻转校核 ２全浮式悬置系统定义及主要构成 全浮式悬置系统是指驾驶室所有悬置均采用 应用ＣＡＴＩＡ中的ＤＭＵ ＫＩＮＥＭＡＴＩＣＳ模块建立 模型进行驾驶室翻转校核分析 通过在各转动机构 之间定义转动副．并预先设定驾驶室翻转角，实现在 螺旋弹簧、钢板弹簧或空气弹簧作为弹性支撑元 件．采用液力减振器作为阻尼元件．能够获得较大 行程的悬置系统 全浮式悬置系统通常由前悬置总成和后悬置总 成两部分构成．一般包括弹簧、减振器、导向机构、支 撑托架、橡胶衬套或橡胶软垫等，多数前悬置还包括 稳定杆。上述结构构成使全浮式悬置能够充分衰减 从路面和发动机传递到驾驶室的振动，并保持驾驶 室的正确运动．可为驾驶员和乘员提供舒适的乘坐 环境。 ３全浮式悬置系统设计 全浮式悬置系统的可靠性能及对振动的衰减能 力与悬置的结构设计和参数控制密不可分 在全浮 式悬置开发过程中．结构设计和参数控制相辅相成． 必须同时进行 ３．１结构设计及分析 ３．１．１设计概述 全浮式悬置结构部件通常采用铸铁件、合金锻 造件、冲焊件和型材等．国外也有采用铝合金铸造件 的。由于受国内工艺，铸铁件和合金锻造件往 往会使悬置质量增加较多 该车型悬置设计强调采 用冲焊件结构满足使用功能要求．采用封闭腔型结 构或Ｕ型截面结构大幅度提高悬置支架刚度和强 度．提高支架对各向载荷的承载能力．减少由于支架 刚性不足引起的驾驶室异常振动 该车型全浮式悬置结构如图ｌ、图２所示 图１全浮式前悬置 图２伞浮式后悬置 ３．１．２ ＤＭＵ（电子样机）分析 结构设计阶段．应用ＣＡＴＩＡ中的ＤＭＵ模块进 ・－－——３４・－－—— 三维设计阶段对驾驶室翻转进行动态观察 具体分 析过程如下：建模一施加约束一施加角度驱动 仿 真并激活传感器 分析模型输出驾驶室翻转过程中。驾驶室前围 外板及角板与前保险杠之间的间隙变化曲线如图３ 和图４所示 图３ 角板与保险杠间隙变化曲线 ｇ 曼 褪 二 ０ ０．５０ １．００ １．５０ ２．００ 步长 ４ 前尉外板与保险杠间隙变化曲线 从图３、图４可以看出，该全浮式悬置系统各转 动机构设计合理，能够保证驾驶室正常翻转：驾驶室 翻转中心的位置也合理，能够保证驾驶室翻转过程 中前围外板、角板与底盘部件之间的间隙始终大于 １５ ＩＢｍ。 ３．１．２．２驾驶室在极限＿Ｔ况下的间隙校核 在对驾驶室进行转弯、制动等工况模拟时，可 以输出驾驶室翼子板及前围外板等的运动包络 面．从而观察驾驶室与底盘部件间的最小间隙．保 证该间隙始终大于１５ Ｉｎｎ。具体分析过程如下（图 ５、图６）：建模一生成往返一仿真一生成重放一生成 扫掠体积 ３．１．３正面碰撞分析 正面碰撞分析一般参考欧洲标准ＥＣＥ Ｒ２９中 ＴＥＳＴ Ａ（前部冲击试验）的要求，结合国内商用车 汽车 技术 ．设计．计算．研究． 驾驶室正面碰撞经验进行 碰撞模式采用摆锤撞击 加载．碰撞能量为４５ ｋＪ（根据ＥＣＥ Ｒ２９规定．最大 质量超过７ ０００ ｋｇ的车辆采用此值）．分析模型如 图７所示，包括驾驶室、全浮式悬置、车架等，车架 两端全约束 驾驶室碰撞后必须满足悬置支架所受 拉应力小于８００ ＭＰａｆ根据碰撞试验及ＣＡＥ分析获 得的经验值１的要求 图５转弯工况 ６制动工况 图８为该悬置碰撞分析结果．从图８中可以看 到．碰撞过程中悬置支架所受到的拉应力均在７００ ＭＰａ以下．驾驶室悬置结构满足ＥＣＥ Ｒ２９中ＴＥＳＴ Ａ的碰撞要求 图中圆圈区域碰撞时应力虽然大于 ８００ ＭＰａ．但是该区域在支架Ａ的前端．所受到的是 压应力 在评价支架受力时．一般只考察拉应力对 支架强度的影响．所以该部位不列入考核支架强度 的范畴 ７分析模型 ３．２主要参数控制 全悬浮式悬置的主要参数包括悬置弹簧间距、 弹簧刚度值、减振器阻尼值、悬置轴套刚度、悬置限 位块刚度、悬置Ｚ向上下运动行程、悬置 及ｙ向 行程、结构摩擦力等 这些参数控制的好坏．将直接 ２０１０年第６期 影响悬置隔振性能，从而影响驾驶室振动舒适性。 ３．２．１悬置弹簧间距确定 应力／ＭＰａ ｒ１．９６５ｘ１０ １１Ｌ－７．Ｏ００ｘ１０ ６．１２５×１０ ５．２５０￣１ ０ 一４．３７５￣１０ ；０３．５００ｘｌＯｚ ２．６２５×ｌ０ １．７５ｏｘ１０ ８ｌ７５０×ｌ０・ 盟一Ｏ 图８悬置碰撞分秽ｒ结果 弹簧主要起到支撑驾驶室的作用．同时．驾驶室 左右倾斜和前后俯仰时产生的角度转动也是依靠弹 簧变形实现．通常提高弹簧刚度能够控制住这种倾 斜作用．但是．弹簧刚度只能适当增大．否则将影响 整车平顺性 因此．在布置悬置结构时应尽量增大 左、右和前、后弹簧的间距，提高驾驶室侧倾和纵倾 刚度．有效抑制行车时驾驶室的侧倾和俯仰现象 公式（１）表达了驾驶室侧倾角与左右弹簧间 距的关系。图９、图１０为驾驶室侧倾时，最大侧倾 角随左、右前悬置弹簧间距变化曲线 从曲线中可 以看出．随着弹簧间距的增加．驾驶室侧倾角明显 减小。 ：Ａｒｃｔａｎ ，Ｊ （１） 式中． 为前悬置弹簧间距：ａ为驾驶室极限下 跳量：ｂ为驾驶室极限上跳量： 为驾驶室最大 侧倾角 图９弹簧布置示意 ｇ－－０．０４０ ０．０３５ ０．０３０ ０．０２５ 罨ｓ ００２０ 蘸誊 ０．００５ 船０ ０．０１４ ２ ０．０１８ ５ ０．０２２ ８ ０．０２７ １ ０．Ｏ３ｌ ４ ０．０３５ ７ （ａ＋ｂ）／Ｌ 图ｌ０侧倾角曲线 一般来说，驾驶室左、右悬置弹簧间距至少应达 到驾驶室最大宽度的５０％，驾驶室前、后悬置弹簧间 距应接近驾驶室前后长度，前悬置弹簧在车辆前、后 ３５— ．设计．计算．研究． 方向的布置点应与铰接点ｆ驾驶室与前悬置连接点） 接近．这样不仅可以有效抑制驾驶室“点头”现象．也 可以减小驾驶室翻转时前悬置减振器等的极限伸长 缩阻尼值（Ｂ）、后悬置减振器拉伸阻尼值（Ｄ）、后悬 置减振器压缩阻尼值（Ｅ）、前悬置弹簧刚度（ ）、后 悬置弹簧刚度（Ｆ）６个变量作为因素，每个因素取表 长度．降低产品成本 ３．２．２弹簧刚度值和减振器阻尼值计算 ３．２．２．１ 弹簧刚度值初始计算及应力校核 以Ｅｘｃｅｌ作为计算平台．利用其中的函数关系 式．将弹簧计算公式导人表格中．只需给定几个常量 ２、表３、表６所列刚度值、阻尼值的０．８倍、１．Ｏ倍、 １．２倍３个水平（１，２．３）．确定影响驾驶室振动舒适 性的每个因素的最佳水平 考虑交互作用影响．采 用Ｌ２７（３１３）正交表头进行虚拟试验计算，具体如表 ７所列 表１弹簧计算 便可以方便、快捷的计算悬置弹簧刚度值并对弹簧 进行应力校核 １厂 ａ．根据公式户亡二＂ｉＴ 、／Ｖ ，， ｌ ，通过设定悬置固 有频率厂，可以得到悬置刚度值 ，从而换算出悬置 弹簧刚度值Ｋ 。 其中 厂为前（后）悬置固有频率，一般取２～３ Ｈｚ； 。 为前（后）悬置刚度：ｍ 为半载（只有驾驶员一人乘 坐）时驾驶室前（后）悬置单侧的质量分配；Ｋ。为悬 置弹簧刚度值，根据悬置几何布置关系换算出Ｋ１＝ １．６Ｋ２。 ｂ．根据公式 ：—８Ｋ Ｄ广Ｐ（见ＧＢ／Ｔ １ ２３９．６）￣Ｊ１）２ １Ｔ口一 计算出弹簧所受应力．从而对弹簧进行应力校核 其中，丁为弹簧应力； 为弹簧曲度系数；Ｄ为弹簧 中径：ｄ为簧丝直径：Ｐ为弹簧工作负荷，对应表中 ＰＩ、 、 ，该值与弹簧工作行程有关，通过Ｐ。、 、 可以分别算出表中 、Ｔｎｍ、ｒ 。计算结果如表１、表２ 所列 ３．２．２．２减振器阻尼值初始计算 悬置减振器阻尼值根据公式 ｎ计算 其中． Ｆ为减振器阻尼值：Ｃ为减振器阻尼系数，其中减振 器平均阻尼系数 ＝ 、／ ，减振器复原阻尼系 数Ｃ ＝２ｑｃ／（１＋ｑ），减振器压缩阻尼系数ｃ ＝２ ／（１＋ ｑ），口为复原阻尼系数与压缩阻尼系数的比值，一般 取３～５： 为相对阻尼系数，通常取值小于１．５； 为 减振器工作速度：ｎ为减振器阻尼特性指数．一般为 ０．５－２。 计算结果如表３ 表６所列 ３．２．２．３ ＤＯＥ优化试验设计 利用ＡＤＡＭＳ软件建立该车全浮式悬置多刚体 仿真分析模型，在４个悬置点下方（前左、前右、后 左、后右）施加垂直位移激励，以驾驶室质心处垂直 加速度输出为指标。对上面确定的前、后减振器阻尼 值和弹簧刚度值进行正交ＤＯＥ优化试验设计。试验 以前悬置减振器拉伸阻尼值（Ａ）、前悬置减振器压 一３６一 项目 计算结果 半载时驾驶室前（后）悬置单侧受力／ｌ（ｇ ２４６．６５ 前（后）悬置固有频率／Ｈｚ ２．５０ 前（后）悬置刚度／Ｎ・ｍ ６０ ７９６．７６ 悬置杠杆比 １．２７ 悬置弹簧刚度，Ｎ．ｍ一１ ９７４４２＿３７ 材料弹性模量／ＭＰａ ８０Ｏｏ０．００ 簧丝直径／ｍｍ ｌ１．０ｏ 弹簧中径，ｍｍ ６０．００ 弹簧平衡状态工作负荷／Ｎ ３ １２２．５９ 弹簧最大工作负荷，Ｎ ４ ５８２．８Ｏ 弹簧极限Ｔ作负荷，Ｎ ５ ５０５．０ｏ 弹簧安装高度／ｍｍ １６４．ｏ０ 弹簧自由高度，ｍｍ １９６．０５ 单圈刚度，Ｎ．ｍｍ一１ ６７７．８２ 弹簧有效罔数 ６．９６ 总圈数 ８．４６ 弹簧节距／ｒａｍ ２６．６０ 弹簧压 高度，ｎ１ｍ ７６．５２ 弹簧旋绕比 ５．４５ 弹簧曲度系数 １．２８ 弹簧最小工作应力／ＭＰａ ４５９．４５ 弹簧最大工作应力／ＭＰａ ６７４Ｉ３Ｏ 弹簧极限工作应力／ＭＰａ ８０９．９９ 许用切应力／ＭＰａ ８４０．０ｏ 疲劳强度 １．７６ 弹簧高径比 ３．２７ 表２刚度值 Ｎ／ｒａｍ 前悬置刚度 ９７．４ 后悬置刚度 ４４．８ 汽车技术 ’ ・设计．计算．研究． 表３影响前减振器阻尼的参数 项目 计算结果 满载时驾驶室前悬置单侧受力／ｋｇ ２６６．６５ 前悬置刚度／Ｎ．ｍ～１ ６０ ７９６．７６ 相对阻尼系数 Ｏ．３０ 平均阻尼系数／Ｎ・（ＩＴＩ・ｓ ２４１５．８１ 回弹阻尼与压缩阻尼的比值 ３．０ｏ 回弹阻尼系数／Ｎ・（ｉ＂Ｉ１・Ｓ一’ ３６２３．７１ 压缩阻尼系数／Ｎ・（ｍ・ｓ－１）一 ｌ２０７．９０ 减振器阻尼特性指数 １．００ 表４前减振器阻尼值 速度 压缩 回弹 速度 压缩 回弹 ／ｍ－ｓ一 阻力／Ｎ 阻力『Ｎ ／ｍ・ｓ一 阻力ｆＮ 阻力／Ｎ ０．０５ ６０．４０ １８１．１９ ０－３９ ４７１．０８ １４１３Ｉ２５ Ｏ．１３ １５７．０３ ４７１．０８ ０．５２ ６２８．１１ １８８４３３ Ｏ．２６ ３１４．０５ ９４２．１６ 表５影响后减振器阻尼值的参数 项目 计算结果 满载时驾驶室后悬置单侧受力，ｋｇ １５０．００ 后悬置刚度／Ｎ．ｍ一１ ４４８００．Ｏ０ 相对阻尼系数 ０．５０ 平均阻尼系数／Ｎ・（／Ｄ・Ｓ－１） ２５９２．３０ 回弹阻尼与压缩阻尼的比值 ３．ＯＯ 回弹阻尼系数／Ｎ・ｆ１７１・Ｓ－Ｉ）一 ３８８８．４４ 压缩阻尼系数／Ｎ・（ｍ・ｓ －ｉ １２９６．１５ 减振器阻尼特性指数 １．０Ｏ 表６后减振器阻尼值 速度 压缩 回弹 速度 压缩 回弹 ／ｍ・ｓ一 阻力，Ｎ 阻力／Ｎ ／ｍ・ｓ一 阻力 阻力，Ｎ Ｏ．Ｏ５ ６４．８ｌ １９４．４２ ０－３９ ５０５．５０ １５１６．４９ ０．１３ １６８．５０ ５０５．５０ ０．５２ ６７４，００ ２０２１．９９ ０．２６ ３３７．００ １０１１．０Ｏ 表７ Ｌ２７（３１３）正交表头设计 因 列号 试验 素 数 ｌ ２ ３ ４ ５ ６ ７ ８ ９ １０ １１ １２ １３ 指标 ６ Ａ 四 日 Ｄ Ｅ Ｆ 加权加速度 均方根值 计算完成后对计算结果进行极差分析．分析结 果如表８所列。其中， 表示第 列的第ｉ个水平所 对应的数据之和平均值。从表８中可以看到，前悬置 ２０１０年第６期 减振器拉伸阻尼值、后悬置减振器压缩阻尼值对全 浮式悬置的影响较大．其中后悬置减振器压缩阻尼 值的影响最大。 表８极差分析结果 列号 １ ２ ３ ４ ５ ６ ７ Ｙ Ｊ ０．８１４ ｌ ０．８０７ １ ０．８０４ １ ０．８０３ ８ ０．８０４ ６ ０．８０３ ７ ０．８０３ ５ Ｙ口 ０．８０１ ６ ０．８０３ ｌ ０．８０３ ７ ０．８０２ ３ ０．８０３ ０ ０．８０２ ６ Ｏ．８Ｏ３ Ｙｊ３ ０．７９３ ８ ０．７９９ ２ ０．８Ｏ１ ７ ０．８０３ ４ ０．８０１ ９ ０．８０３ ｌ ０．８０２ 极差 ０．０２０ ３ ０．００７ ９ ０．００２４ ０．００１ ５ ０．００２ ７ ０．００１ １ ０．００１ １ 列号 ８ ９ １０ １１ １２ ｌ３ ｙ Ｊ１ ０．８０２ １ ０．８０１ ７ ０．７５２ １ Ｏ－８Ｏ４ ７ Ｏ＿８０１ ６ ０．８Ｏ３ ３ ∑ ，，Ｊ２ ０．８０３ ７ ０．８０４ ５ ０．８１０ ８ ０．８０２ ９ ０．８０３ ２ ０．８０３ ３ ２１．６８ ， ０．８０３ ７ Ｏ．８Ｏ３ ２ ０．８４６ ５ Ｏ．８Ｏ１ ８ ０．８Ｏ４ ７ ０．８０２ ８ ５３ 极差尺． ０．００１ ６ ０．００２ ８ ０．０９４ ４ ０．００２ ９ ０．００３ １ ０．０００ ５ 图１１～图ｌ３为各因素不同搭配条件下的试验 指标．通过分析可知．减振器阻尼值和弹簧刚度值的 最优搭配为前悬置减振器拉伸与压缩阻尼值搭配 、前后悬置弹簧刚度值搭配 、后悬置减振器 拉伸压缩阻尼值搭配Ｄ 。，这时各试验指标加权加 速度均方根值均达到最小 收 Ｏ．８２ ０．８１ ０．８０ 型０．７９ 嚣０，７８ 最０．７７ 』４１ Ａ ２ Ａ ３ ＋Ｂ． Ｏ＿８１９ ６ ０．８０６ ３ ０．７９５ ５ ＋Ｂ， ０．８１３ ８ ０．８００ ７ ０．７９４９ 【＋Ｒ ０．８０８ ９ ０．７９７ ７ ０．７９１ ０ 图１１前悬置减振器不同搭配条件下试验指标 ０名５ ０．８Ｏ 量０．７５ 层０．７０ 日１ Ｈ２ ＼Ｈ３ ＋ ０．７５２ ６ Ｏ．８４４０ ｌ Ｏ．８０８ ２ ＋ ０．８４８ ２ ０．８１１４ １ ０．７５０１ Ｉ十 Ｏ－８１２ ９ ０．７５３７ ｆ ０．８４７ ３ 图１２弹簧刚度不同搭配条件下试验指标 ３．２．３铰接轴套刚度确定 悬置铰接轴套必须具有足够的刚度．以保证铰 接位置径向不产生较大的弹性变形（一般不超过２ ｍｍ）、轴向不产生变形，避免因驾驶室沿 向和ｙ 一３７— ．设计．计算．研究． 向行程过大而出现异常振动。 ０．８５ 霹０．８０ ．Ｏ．７５ －＝＝＝————＼－—————～●． ————一． 羹０．７０ 景０．６５ ｌ Ｄ２ Ｉ Ｄ３ ｌ＋Ｅ． Ｏ．７６０６ ｌ Ｏ．７４４ ６ ｌ ０．７５１ ２ １ Ｄ｝＋ 『＋Ｅ ０．８０８４ ｌ Ｏ．８２３ ７ ｌ ０．８００４ ０．８３６ ３｝Ｏ．８４５ ２ １ ０．８５８ １ 图１３后悬置减振器不ｌ司搭配条件Ｆ试验指标 ３．２．４全浮式悬置各向行程控制 对全浮式悬置各向行程的控制一般通过设置合 理的限位机构实现．通常要求悬置在车辆垂直方向 具有一定的行程．而在车辆横向和纵向只具有微小 行程以防驾驶室窜动 基于上述原则．该车悬置设 计时采取了一些有效的控制措施 ３．２．４．１ 向（纵向）行程控制 前悬置一般设置呈前、后方向布置的连杆，连杆 一端与驾驶室铰接．另一端与车架铰接．可以驾 驶室沿车辆 向的运动 连杆通常以托架的结构形 式出现，包括冲焊件、铸造件、锻件等 向限位连杆应能满足在实现 向限位的同 时不影响驾驶室上、下运动．这就需要在结构允许 的条件下尽量增大连杆长度，使驾驶室上、下运动 引起的连杆摆动角很小．同时连杆摆动引起的 向 微小行程应在连杆铰接位置处的橡胶衬套弹性变 形范围内 连杆布置时应尽量保持水平状态．从而保证连 杆上、下均匀摆动．避免某一方向摆动受，影响 悬置衰减特性 悬置各部件在 向应配合紧密、连接可靠．尽 量减小配合间隙．避免因部件 向窜动引起驾驶室 异常振动 ３．２．４．２ ｙ向（横向）行程控制 在结构设计时．该车悬置设置了专门的横向限 位杆．用以提高驾驶室横向稳定性 横向限位杆一 般是两端带吊耳的圆杆．吊耳是硫化橡胶件 横向 限位杆及常见的吊耳衬套结构形式如图１４～图１６ 所示 图１４横向限位杆 驾驶室上、下跳动时，横向限位杆上、下摆角随 杆初始长度的变化趋势可参考图１０所示曲线 为 保证驾驶室正常上、下运动．同时也为了避免过大的 悬置横向行程引起驾驶室异常振动．横向限位杆吊 耳衬套最大变形量应满足公式（２）的要求。 、／Ｚ ＋ 一ｆ ４ｍｍ （２） 橡胶衬套径向刚度可参照如下公式计算： ｓ ｌ ｌｒ２－１２ｒ ｌ （３） （ ）ｌｏ （ ） ＝（４＋３．２９０Ｓ ）Ｇ （４） ３ ｌ ｌＦ２－１２ｒ ｌ （５） ． （ｒ２＿ｒ１）ｌ０＆（ ） 式中，Ｓ为形状系数；Ｅ 为弹性模量（天然橡胶）；Ｇ 为切变模量（天然橡胶）；Ｋ，为径向刚度。 综合以上．可以确定限位杆所受的拉伸或压缩 力大小．从而按照正应力计算公式确定限位杆的最 小截面半径 Ｋ （、／ｆ ＋Ⅱ 一Ｚ） （６） … ≤［ 】 （７） 式中，Ｆ为拉伸或压缩力：ｒ为限位杆的最小截面半 径。 悬置各部件，，向也应配合紧密、连接可靠．尽 量减小配合间隙．避免冈部件ｙ向窜动引起驾驶室 异常振动 ３．２．４＿３ Ｚ向（垂向）运动行程控制 全浮式悬置必须具有足够的上、下运动行程．从 ．设计．计算．研究． 而保证减振器能够充分发挥减振作用。上、下运动 行程由橡胶限位块和相应金属支架组成的限位机构 控制．限位块应具有一定的柔软特性．保证限位块和 金属支架柔和接触．并在接触后能够平稳引导驾驶 室继续运动 限位块和限位块特性曲线一般如图１７ 和图１８所示 图１７限位块示意 ３ ｏｏＯ ２４０ｏ ｚ １ ８００ １ ２００ ６００ ０ 位杉／ｒｎｍ 图１８限位块特性曲线 悬置上、下运动行程必须与悬置刚度值和阻尼 ０ 值相匹配 行程过小．驾驶室将出现“墩底”现象，同 时驾驶室重力持续作用在限位块上也会导致限位块 提前损坏：行程过大，驾驶室运动会失控，且在脉冲 载荷作用下驾驶室持续振动，乘员感觉极不舒服。 通过脉冲对标试验可以确定合理的行程 图１９是 车辆低速通过脉冲路面时驾驶室地板处产生的振动 响应。从图中可以看出．前轮通过脉冲路面时（图１９ 圆圈部分）．冲击能量迅速衰减，这证明该限位机构 与悬置刚度值和阻尼值的匹配合理 Ｉ １一 前端位移 Ｌ／１ ２＿＿ 后端位移 ｝ ＼广１ Ｃ 。 ● Ｏ 时ＩＮ／ｓ 图１９振动响应 ３．２．５尽量减小结构摩擦力 悬置各转动件之间的摩擦力会使系统刚度成倍 增加，影响悬置的隔振性能。因此，必须保证悬置各 转动件转动部分润滑良好．避免干摩擦，另外．也可 ２０１０年第６期 以采用一些耐磨自润滑材料作为铰接衬套．尽量减 小结构摩擦力 ４道路试验评价 该车全浮式悬置系统经过整车１万ｋｍ坏路强 化试验后．主要零部件没有损坏．满足了可靠性要 求，同时．驾驶室振动舒适性较好。图２０所示是该 车以５０ ｋｍ／ｈ的速度在高环路面行驶时驾驶室地板 上驾驶员脚部位置 、ｙ、Ｚ ３个方向的加速度功率 谱，总加权加速度均方根值为０．８ ｍ／ｓ２．加速度值较 小．满足使用要求 ＾喜 景垂 。－叵旃 ｌ 一 ～ —ＪＬ一一 ～ ‘景痢 尽槲 ＾ ＾ ＾ ， ． 一 。。． ０
